基于整車匹配的變速器總體設計及整車動力性計算課程設計

1、<p>　　課 程 設 計 任 務 書</p><p>　　題 目：基于整車匹配的變速器</p><p>　　總體設計及整車動力性計算</p><p>　　課 程：汽車設計</p><p>　　院 （部）：機電學院</p><p><b>　　目錄</b></p>

2、<p><b>　　前言3</b></p><p><b>　　第一章 總述4</b></p><p>　　1.1設計題目：基于整車匹配的變速器總體設計及整車動力性計算4</p><p><b>　　1.2設計材料4</b></p><p><b&g

3、t;　　1.3課題分析4</b></p><p>　　第二章 變速器結構形式的選擇和設計計算6</p><p>　　2.1 變速器結構分析與型式的選擇6</p><p>　　2.1.1變速器傳動機構前進擋布置方案的分析6</p><p>　　2.1.2 變速器傳動機構倒擋布置方案的分析7</p><

4、p>　　2.2 變速器基本參數(shù)的確定 7</p><p>　　2.2.1 變速器的檔位數(shù)和傳動比7</p><p>　　2.2.2 中心距A的確定8</p><p>　　2.2.3 外形尺寸的確定9</p><p>　　2.3 齒輪參數(shù)的確定9</p><p>　　2.3.1 齒輪模數(shù)9&l

5、t;/p><p>　　2.3.2 齒形、壓力角與螺旋角10</p><p>　　2.3.3齒寬10</p><p>　　2.3.4 齒頂高系數(shù)11</p><p>　　2.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配11</p><p>　　第三章 采用VB程序語言進行整車動力性程序設計14</p><p&g

6、t;　　3.1 設計基于整車匹配的動力性計算軟件系統(tǒng)流程圖14</p><p>　　3.2 編制程序軟件，繪制汽車動力性曲線15</p><p>　　3.3 對動力性曲線的分析15</p><p>　　3.3.1 驅動力--行駛阻力平衡圖15</p><p>　　3.3.2 汽車功率平衡圖16</p><p>

7、;　　3.3.3 汽車爬坡度曲線17</p><p>　　3.3.4 汽車加速度曲線17</p><p>　　3.4 編譯VB程序18</p><p>　　第四章 整車動力性計19</p><p>　　4.1汽車的行駛方程式19</p><p>　　4.2動力性評價指標的計算20</p>&l

8、t;p>　　4.2.1最高車速20</p><p>　　4.2.2最大爬坡度20</p><p>　　2.3最大加速度20</p><p>　　第五章 設計小結21</p><p><b>　　參考文獻22</b></p><p><b>　　前言</b>&

9、lt;/p><p>　　隨著科技的發(fā)展，機動車成為人們?nèi)粘Ｉ钪斜夭豢缮俚慕煌üぞ撸兯倨魇歉鞣N機動車十分重要的速度控制機構，隨著社會進步變速器也在時刻進行著不同程度上的變革，從而更好地為人類創(chuàng)造出極大的便利。</p><p>　　變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種形式工況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工

10、作。</p><p>　　本次課題研究的主要內(nèi)容是：</p><p>　　1、變速器結構形式的選擇和設計計算</p><p>　　a、變變速器基本參數(shù)的確定</p><p>　　b、速器結構分析與型式的選擇</p><p><b>　　c、齒輪參數(shù)的確定</b></p><p&

11、gt;　　2、采用VB程序語言進行整車動力性程序設計</p><p><b>　　3、整車動力性計</b></p><p>　　對變速器提出如下基本要求；</p><p>　　1）保證汽車有必要的動力性經(jīng)濟</p><p>　　設置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的運輸</p><p>　　設置空

12、檔，是汽車能倒退行駛</p><p>　　設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出</p><p>　　換擋迅速、省力、方便</p><p>　　工作可靠，汽車行駛過程中變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生</p><p><b>　　變速器的工作噪聲低</b></p><p>　　此外，還要

13、滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大</p><p>　　本次變速器的設計，通過變速器設計的總體要求，設計變速器的整體結構形式以及其總體尺寸，確定變速器檔位以及各檔傳動比各項參數(shù)，最后，確定各檔位齒輪的齒數(shù)、變位系數(shù)以及螺旋角等相關參數(shù)。并針對整車匹配計算車輛的動力性參數(shù)——汽車的最高車速、汽車的最大爬坡度和汽

14、車的最大加速度。</p><p><b>　　第一章 總述</b></p><p>　　1.1設計題目：基于整車匹配的變速器總體設計及整車動力性計算</p><p><b>　　1.2設計資料</b></p><p>　　1．汽油發(fā)動機外特性擬合公式：</p><p>　　式

15、中，為發(fā)動機轉矩，為發(fā)動機轉速。</p><p>　　發(fā)動機最低轉速, 最高轉速</p><p>　　2．輕貨車的有關數(shù)據(jù)：</p><p>　　裝載質量 2000kg 整車裝備質量 1800kg</p><p>　　總質量 3800kg 車輪半徑

16、 0.367m</p><p>　　傳動系機械效率 空氣阻力系數(shù)迎風面積=2.77m²</p><p>　　滾動阻力系數(shù) </p><p>　　飛輪轉動慣量 </p><p>　　兩前輪的轉動慣量 四后輪的轉動慣量 </p><p>　　主減速器傳動比 軸距

17、 </p><p>　　質心至前軸距離（滿載） 質心高 0.9m </p><p>　　變速器的檔位為五檔 </p><p><b>　　1.3課題分析</b></p><p>　　變速器用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動

18、車輪牽引力及車速的不同要求的需要。</p><p>　　變速器使汽車能以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定轉速是難以達到的。變速器的得倒檔使汽車可以倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機與傳動系分離。</p><p>　　本次課程設計，通過查閱資料和對課題的分析，要完成五檔輕型貨車變速器設計。通過考慮最大爬坡度，地面附著條件確定變速器的最大傳

19、動比。同時，輕型貨車屬于輕型貨車，需要有較高的動力性能，故需設置直接檔以傳遞發(fā)動機的最大動力。由此，確定變速器的傳動比。同時通過變速器的設計要求，以及車輛本身的特殊使用條件，選用合適的變速器的結構形式。通過，原始數(shù)據(jù)及各種條件的影響，確定變速器中心距，及各檔齒輪傳動比，齒輪變位系數(shù)。再通過ＶＢ編寫程序以實現(xiàn)基于整車匹配性的動力性計算，以驗證設計是否符合汽車的動力性要求。</p><p>　　第二章 變速器結構形式

20、的選擇和設計計算</p><p>　　2.1變速器結構分析與型式的選擇</p><p>　　2.1.1變速器傳動機構前進擋布置方案的分析</p><p>　　基于本次課題車輛形式的限制，變速器只能選用有級變速器。并且，機械式變速器結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠，因此，采用機械式變速器。</p><p>　　機械式變速器中常用的為固

21、定軸式變速器。而在固定軸式變速器中，兩軸式變速器和中間軸式變速器又是在汽車中廣泛采用的形式。</p><p>　　兩軸式變速器（由于軸和軸承數(shù)少，因此，其結構簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，其各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。但是，兩軸式變速器不能設置直接檔，當其在高檔工作時齒輪和軸承均承受載荷，不僅工作噪聲大，且易損壞。而且受結構限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設計得很大。

22、對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。</p><p>　　中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。其可設置直接檔，使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機的轉矩經(jīng)變速器的第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少，提高了變速器的使用壽命。但

23、是，中間軸式變速器在除直接檔以外的其他檔位工作時，傳動效率略有降低。</p><p>　　通過以上兩種變速器的比較與設計車輛的種類分析，中間軸式變速器適用于該車。因為，該車的設計需要承載較大的載荷，需采用發(fā)動機前置后輪驅動的布置方案，且需要較高的傳動效率并且制造成本經(jīng)濟性要好。</p><p>　　本次設計的驅動形式是:FR4×2</p><p>　　發(fā)動

24、機的位置是：前置、縱置</p><p>　　除一、倒檔用直齒滑動齒輪換擋外，其他各檔均用斜齒輪</p><p><b>　　倒檔布置方案。</b></p><p>　　圖2-1倒檔布置方案</p><p>　　通過圖2-1中，各倒檔布置方案的比較，選用e）方案，將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。</p

25、><p>　　2.1.2 變速器傳動機構倒擋布置方案的分析</p><p>　　與前進檔比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故低速貨車中均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。</p><p>　　通過圖2-1中，各倒檔布置方案的比較，此能充分利用空間，縮短了變速器軸向長度，相比較而言，輕型貨車中也常采用此種布置方式。故本課程設計采用此方案。</p>

26、;<p>　　2.2 變速器基本參數(shù)的確定</p><p>　　2.2.1 變速器的檔位數(shù)和傳動比</p><p>　　不同類型汽車的變速器，其檔位數(shù)也不盡相同。增加變速器的檔數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。但檔數(shù)的增多，使得變速器的機構復雜，并使輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構變復雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。</p><

27、;p>　　考慮到輕型貨車車的特殊性，并不只是增加檔位的問題。故根據(jù)制造成本，與傳動比的限制，本次課程設計采用五檔變速器。</p><p>　　確定檔位后，根據(jù)汽車最大爬坡度、汽車驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑來確定最低檔傳動比。</p><p>　　根據(jù)柴油發(fā)動機外特性擬合公式：</p><p>　　求導確定出當轉速

28、為n=2262r/min時，發(fā)動機達到最大轉速通過計算可得汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有</p><p>　　則由最大爬坡度要求的變速器I檔的傳動比為</p><p>　　根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件</p><p>　　求得的變速器I檔的傳動比為ig1=6.0</p><p&g

29、t;　　G2為汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷，根據(jù)扭矩方程G2=GXa/</p><p>　　可求的G2=23866.45N</p><p><b>　　故上式</b></p><p>　　由兩條件確定的變速器I檔傳動比范圍，結合貨車常用變速器傳動比的范圍，確定該</p><p>　　變速器I檔傳動比為。&l

30、t;/p><p>　　變速器I檔傳動比根據(jù)據(jù)上述條件確定好。變速器的最高檔定為直接檔，其余中間檔的傳動比按等比級數(shù)排列，如此便于換擋操作，則等比級數(shù)為：</p><p>　　由此確定中間各檔傳動分別為</p><p>　　2.2.2 中心距A的確定</p><p>　　初選中心距A時，根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算</p><p>

31、　　其中，為中心距系數(shù)，貨車取，在該設計中為變速器的傳動效率，取96%，KA取9.5，代入公式計算可得</p><p>　　2.2.3 外形尺寸的確定</p><p>　　變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換擋機構的布置進行確定。</p><p>　　貨車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：</p><p>

32、　　四檔 （2.2-2.7）A</p><p>　　五檔 （2.7-3.0）A</p><p>　　六檔 （3.2-3.5）A</p><p>　　該車為五檔貨車，系數(shù)選用3，故該車變速器的軸向尺寸L=290mm</p><p>　　2.3 齒輪參數(shù)的確定</p&g

33、t;<p>　　2.3.1 齒輪模數(shù)</p><p>　　齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。而其選用的原則是，在中心距相同的條件下，選用較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)。從貨車的角度出發(fā)，減小質量比減小噪聲更為重要，因此，齒輪應選用大些的模數(shù)。</p><p>　　變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表2-1。</p><p>　　表2-

34、1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn</p><p>　　所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357-1987的規(guī)定，見表2-2.選用時應優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。</p><p>　　表2-2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（GB/T1357-1987） （mm）</p><p>　　嚙合套和同步器的結合齒多采用漸

35、開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器結合齒模數(shù)相同。</p><p>　　根據(jù)上述條件，該車變速器的齒輪模數(shù)選為mn=3.00mm</p><p>　　2.3.2 齒形、壓力角與螺旋角</p><p>　　汽車變速器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角按表2-3選取，但有些輕、中型貨車的高檔齒輪也采用小壓力角。</p><p>　　表2-3 汽車變速

36、器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角</p><p>　　汽車變速器及分動器齒輪都采用漸開線齒廓。為改善嚙合、降低噪聲和提高強度，現(xiàn)代汽車變速器齒輪多采用高齒且修形的齒形。加大齒根圓角半徑和采用齒根全圓角過渡等能顯著提高齒輪的承載能力及疲勞壽命。國家規(guī)定的齒輪標準壓力角為20°。故本設計中變速器齒輪壓力角采用，螺旋角β也應選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。</p>&l

37、t;p><b>　　2.3.3 齒寬</b></p><p>　　齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b：</p><p>　　其中，，齒寬系數(shù)直齒輪，斜齒輪</p><p>　　故，由上式得該設計中直齒齒寬</p><p><b

38、>　　斜齒輪齒寬</b></p><p>　　同步器和嚙合套的接合齒的工作寬度初選采用3mm</p><p>　　2.3.4 齒頂高系數(shù)</p><p>　　一般齒輪的齒頂高系數(shù)，為一般汽車變速器車齒輪所采用。故該設計中，變速器齒輪齒頂高系數(shù)采用</p><p>　　2.3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配</p>&

39、lt;p>　　在初選了變速器的檔位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結構簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數(shù)進行分配，進行各檔齒數(shù)分配應首選，軸徑。第一軸花鍵部分直徑根據(jù)發(fā)動機最大轉矩初選：</p><p>　　中間軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d根據(jù)中心距A初選，確定為</p><p>　　d2=0.45A=43mm &l

40、t;/p><p>　　(1)確定Ⅰ檔齒輪的齒數(shù) </p><p>　　已知Ⅰ檔傳動比ig1=6.0，且</p><p>　　為了確定齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh：確定齒輪9、10為螺旋角度為30度的斜齒輪，首先計算 ，</p><p><

41、;b>　　的范圍：</b></p><p><b>　?。ǔ擞密嚕?lt;/b></p><p><b>　　（商用車）</b></p><p>　　計算Z9 =Zh-Z10 </p><p><b>　　取=15</b></p><p>　

42、　求得：=40 =15 </p><p>　　根據(jù)齒數(shù)分配原則。以及避免齒輪根切的原則分配根據(jù)第二軸軸徑和貨車Z8的選取范圍，確定</p><p><b>　　（2）修正中心距</b></p><p>　　由于Zh為整數(shù)，故A確定為A=95mm，由此中心距A=95m

43、m則是各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。</p><p>　?。?）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)</p><p>　　1、2常嚙合齒輪選用螺旋角為30°的斜齒輪，得 </p><p>　　因常嚙合傳動齒輪副與I檔齒輪副以及其他各檔齒輪副的中心距相同，故有</p><p>　　求得=17，=38 </p><p&g

44、t;　　則A'=95.3mm。該對齒輪進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則，得 </p><p>　?。?）確定其他檔位的齒輪齒數(shù)</p><p>　　對Ⅱ檔齒輪副7、8齒輪選用螺旋角為20度的斜齒輪，且模數(shù)與Ⅰ檔相同，則有 </p><p>　　再由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡齒輪7和齒輪8的軸向力，由 =1.59&

45、lt;/p><p><b>　　=34,=26</b></p><p>　　則齒輪中心距為，則該對齒輪需要進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則，得=1.03 =-1.24</p><p>　　?、髾n齒輪副5、6為螺旋角為23°的齒輪，則有 </p><p>　　再由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的

46、要求出發(fā)，要平衡齒輪5和齒輪6的軸向力，由</p><p><b>　　=29,=29</b></p><p>　　則齒輪中心距為，則該對齒輪需要進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則，得=1.67 =-1</p><p>　　取四檔齒輪副3、4為螺旋角度為25度的斜齒輪。</p><p><b>　　則有&

47、lt;/b></p><p>　　再由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡齒輪5和齒輪6的軸向力，由</p><p><b>　　=25,=32</b></p><p>　　則齒輪中心距為，則該對齒輪需要進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則，得=0.12 =0.21</p><p>　?。?）確定

48、倒檔齒輪副的齒數(shù)</p><p>　　通常Ⅰ檔與倒檔選用同一模數(shù)，且確定倒檔齒輪12的齒數(shù)=22，計算中間軸與倒檔軸的中心距: </p><p>　　為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉，則齒輪10、11之間應保持0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為</p><p>　　將齒輪11的的齒數(shù)反帶回其齒頂圓直徑計算公式有</p><p>

49、;　　將上式代入公式后，則該對齒輪需要進行變位，根據(jù)相嚙合齒輪強度均衡的原則，得最后，倒檔軸與第二軸之間的中心距為</p><p>　　至此，變速器的一應參數(shù)均已經(jīng)確定完畢。</p><p>　　采用VB程序語言進行整車動力性程序設計</p><p>　　3.1 設計基于整車匹配的動力性計算軟件系統(tǒng)流程圖</p><p>　　編制VB程序：用

50、For循環(huán)嵌套，小循環(huán)用來繪制每一檔驅動力曲線，大循環(huán)用來控制檔位變換。</p><p>　　圖3-1 VB程序流程圖</p><p>　　3.2 編制程序軟件，繪制汽車動力性曲線（以下為部分曲線截屏）</p><p>　　圖3-2 發(fā)動機外動力特性曲線 圖3-3 汽車動力特性圖</p><p>　

51、　3.3 對動力性曲線的分析</p><p>　　3.3.1 驅動力--行駛阻力平衡圖</p><p>　　通常將汽車行駛方程式用圖解的方法來進行分析。圖3-3 為一變速器汽車的驅動力- 行駛阻力平衡圖。圖上既有各檔的驅動力圖, 又有滾動阻力和空氣阻力疊加后得到的行駛 阻力曲線。從圖中可以清楚地看出不同車速時驅動力與行</p><p>　　圖3-4驅動力--行駛阻

52、力平衡圖 駛阻力之間的關系。當坡度為零時, 行駛阻力曲線與驅動力曲線的交點即為最高車速</p><p>　　uαmax 。這時驅動力和行駛阻力相等,汽車處于穩(wěn)定的平衡狀態(tài)。當車速低于最高車速時,驅動力大于行駛阻力,此時汽車可利用剩余的驅動力加速或爬坡。如果要在

53、低于最高車速工作</p><p>　　時,駕駛員可關小節(jié)氣門開度(圖中虛線) ,此</p><p>　　圖3-5 理論行駛阻力平衡圖 時發(fā)動機只在部分負荷特性工作,以使汽車達到驅動力和行駛阻力新的平衡。在本課程設計中，由于低速農(nóng)用貨車主要用于托運貨物，故需要大的驅動力，與理想驅動力--行駛阻力平衡圖（圖3-5）相比，并未在最高檔驅動力曲線與阻力曲線的焦點處出現(xiàn)，而此種情況，主要是

54、因為本次設計車的特殊使用性能。</p><p>　　3.3.2 汽車功率平衡圖</p><p>　　汽車行駛時,發(fā)動機功率和汽車行駛時的阻力功率也是相互平衡的,即在汽車行駛的每一瞬間,發(fā)動機發(fā)出的功率始終等于機械傳動和全部運動阻力功率。本課程設計汽車功率平衡用圖解法表示, 如圖3-7 所示。它可根據(jù)發(fā)動機外特性將發(fā)動機轉速換算成車速,繪出發(fā)動機功率Pe 和汽車經(jīng)常遇到的阻力功率

55、 圖3-6 汽車理論功率平衡圖</p><p>　　1/ηt ( Pf + Pw) 與車速的關系曲線,即為汽車功率平衡圖。如同驅動力- 行駛阻力平衡圖分析一樣,最高檔行駛阻力功率與發(fā)動機功率相交點處的車速即是在良好水平路面上汽車行駛的最高車速uαmax 。當汽車在良好水平路面上以ua′的車速等速行駛時,汽車的阻力功率為( Pf + Pw)/ ηt = bc,此時,駕駛員部分開啟節(jié)氣門,發(fā)動機功率曲線如<

56、;/p><p>　　圖3-7 汽車功率平衡圖 圖中虛線所示,以便維持汽車等速行駛。但是發(fā)動機在汽車行駛速度為ua′時, 若節(jié)氣門全開能夠發(fā)出的功率為Pe = ac,則　</p><p>　　Pe - ( Pf + Pw) /ηt = ac- bc= ab可用來加速或爬坡。Pe -( Pf + Pw)/ ηt 為汽車的后備功率?？梢?汽車的后備功率越大,其動力性就

57、越好。</p><p>　　3.3.3 汽車爬坡度曲線</p><p>　　利用圖3-4可求出汽車能爬上的坡道角，相應的根據(jù)tanα=i可求出坡度值。其中，汽車最大爬坡度imax為I時的最大爬坡度。最高檔最大爬坡度 圖3-8 爬坡度曲線</p><p>　　亦應引起注意，特別是貨車、牽引車，因為貨車經(jīng)常是以最高檔行駛的，如果最高檔的

58、爬坡度過小，迫使貨車在遇到較小的坡時經(jīng)常換擋，這樣就影響了行駛的平均速度。</p><p>　　3.3.4 汽車加速度曲線</p><p>　　汽車的加速能力可用它在水平良好路面上行駛時能產(chǎn)生的加速度來評價，但由于加速度的數(shù)值不易測量，實際中常用加速時間來表明汽車的加速能力。譬如用直接當行駛時，由最低穩(wěn)定速度加速到一定距離或80%umax所需的時間表明汽車的加速能力?？筛鶕?jù)圖3-4求出

59、 圖3-9 汽車加速度曲線</p><p>　　汽車的加速時間。顯然，利用圖3-4可計算得出各檔節(jié)氣門全開時的加速度曲線，見圖3-9。由圖可以看出，高檔位時加速度要小些，I檔的加速度最大。</p><p>　　根據(jù)加速度曲線可以進一步求出由某一車速u1加速至另一最高車速u2所需的時間。</p><p>　　圖3-10 汽車理論加速度曲線

60、</p><p>　　3.4 編譯VB程序</p><p>　　根據(jù)汽車動力性方程編寫VB程序，畫出汽車整車驅動力—阻力平衡圖、汽車功率平衡圖和汽車動力性圖。（具體VB程序見附錄）</p><p>　　第四章 整車動力性計</p><p>　　4.1汽車的行駛方程式</p><p><b>　　（1）驅動力：

61、</b></p><p><b>　　（2）滾動阻力：</b></p><p><b>　?。?）坡道阻力：</b></p><p><b>　?。?）空氣阻力：</b></p><p>　　汽車的空氣阻力與車速的平方成正比，即式中 ——空氣阻力系數(shù)——迎風面積&l

62、t;/p><p><b>　?。?）加速阻力：</b></p><p><b>　　將</b></p><p>　　4.2動力性評價指標的計算</p><p><b>　　4.2.1最高車速</b></p><p>　　按汽車最高車速的定義，有α=0，j=0

63、，帶入公式（4—9）可得：</p><p><b>　　最后求的最大速度</b></p><p>　　4.2.2最大爬坡度</p><p>　　按汽車以最低檔穩(wěn)定速度爬坡，有j=0，設f，由式（4—9）可得 =0 </p><p>　　由此可得，汽車的最大坡度為</p><p>　　4

64、.2.3最大加速度</p><p>　　汽車在某一檔加速過程中的最大加速度可由j=f（υ）得極值點求出，令：</p><p><b>　　得到極值點的車速為</b></p><p>　　將帶入上式得汽車在該擋的最大加速度。</p><p><b>　　第五章 設計小結</b></p>

65、<p>　　大學四年來自身感覺本次課程設計是相當有難度的一次，設計和計算過程十分復雜，平時自己又沒怎么下大功夫學習《汽車設計》這門課程，所以最近一些日子自己一直是云里霧里的，在設計的過程中遇到了不少困難和挫折，幸虧有老師的耐心講解和同學們的幫助，自己才得以艱難地完成任務，所以在此感謝大家都幫助。</p><p>　　在這次設計實踐中，自己感覺收獲頗多，對變速器的工作方式、結構布置和整車動力性有了更進一

66、步的理解和認識，學到了很多知識，在以A3圖紙為畫布繪制變速器的結構傳動圖和編譯汽車動力性VB程序的過程中，從許多細節(jié)問題處得到了很多益處，同時增強了動手能力，使自己又一次很大的鍛煉。</p><p>　　最令自己為難的是VB編寫部分和cad制作部分，自己又通過翻閱以前的教材加上上機操作，基本上算是又從頭復習了一遍，通過vb編程，查閱vb編程課程課本，結合編制課程設計說明書、編譯汽車動力性VB程序以及對汽車專業(yè)課本

67、，對汽車變速器和整車動力性方面的許多專業(yè)知識比以前的認識更深了，另外通過VB的編程繪圖，展示汽車部件關系的變化曲線，形象而生動也有益對汽車動力特性的理解。不僅如此，還學到了其他的車輛方面的相關知識，比如變速器倒檔結構布置、動力性計算方式以及齒輪分配的設計等。通過這次課程設計，經(jīng)歷了一個汽車變速器和整車匹配動力性計算設計的全過程，重新熟悉了cad和vb的操作。在十多天的設計中，全部身心專注于設計，并且與同學之間的互助合作不斷加強，這將是以

68、后學習和工作的財富，我深信這次的課程實踐必將會對自己以后工作上奠定良好的基礎</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　1、王望予主編.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2003</p><p>　　2、劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001</p><p>　　3、陳家瑞主編

69、.汽車構造[M].北京：機械工業(yè)出版社,2000</p><p>　　4、余志生主編.汽車理論[M].北京：機械工業(yè)出版社,2000</p><p>　　5、徐達，蔣崇賢.專用汽車結構與設計[M].北京北京理工大學出版社,1999</p><p>　　6、劉朝紅，韓進，楊洪余.中輕型載重汽車動力性分析應用軟件7、汪超.變速器傳動比對汽車動力性的影響 第1l卷第4期